PHÂN TÍCH PHƯƠNG ÁN – CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN – PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Tính công suất cần thiết
- Công suất trên xích tải:
- Tính hiệu suất truyền động:
Theo bảng 3.3 Trang 96, hiệu suất nối trục đàn hồi được chọn là ƞ kn = 0,99, hiệu suất ổ lăn là ƞ ol = 0,99, hiệu suất bánh răng trụ răng nghiêng là ƞ br2 = 0,98, và hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ là ƞ br1 = 0,95.
- Công suất cần thiết trên trục động cơ:
Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ
- Số vòng quay của trục công tác: n ct = = = 95,5 vg/ph
- Tỉ số truyền hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ: u br2 = 3,3
- Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng thẳng để hở: u br1 = 3
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ: n sb = n u u = 95,5.3,3.3 = 945,45 vg/ph lv br2 br1
Chọn động cơ
Theo bảng P1.2, Phụ lục tài liệu [1] với P ≥ P và n ≥ n , ta chọn động dc ct dc sb cơ 4A100L6Y3 với thông số như sau:
Vận tốc quay n đc (v/ph)
Phân phối tỉ số truyền
- Tỷ số truyền của hệ dẫn động: u = n / n = = 9,95 dc lv
- Chọn u br2 = 3,32 , tính: u = u / u = = 3 br1 br2
- Tính công suất trên các trục:
- Tính tốc độ quay các trục: n đc = 950 vg/ph n I = = = 950 vg/ph n II = = = 286,1 vg/ph n ct = = = 95,4 vg/ph
- Tính momen xoắn trên các trục:
- Tính tốc độ quay các trục: n I = 950 vg/ph n II = = = 286,4 vg/ph n III = = = 95,5 vg/ph
Thông số Trục Động cơ I II Công tác
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG ĐỂ HỞ
P II = 1,91 kW n II = 286,1 vg/ph u br1 = 3 Công suất truyền Momen xoắn
Số vòng quay trục dẫn
Số vòng quay trục bị dẫn Thời gian làm việc
Quay 1 chiều, làm việc 1 ca, tải tĩnh
1 Chọn vật liệu bánh răng
Bánh nhỏ (bánh dẫn) : chọn thép C45 tôi cải thiện; độ rắn ; giới hạn bền MPa giới hạn chày
Bánh lớn (bánh bị dẫn): chọn thép C45 tôi cải thiện; độ rắn , theo quan hệ nên độ rắn bánh lớn ; giới hạn bền ; giới hạn chày
Số chu kỳ làm việc cơ sở
Số chu kỳ làm việc tương đương:
- Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng được xác định :
- Ứng suất tiếp xúc cho phép
Tra bảng 6.13 ta có =1,1 Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:
- Ứng suất uốn cho phép
2 Chọn số răng trên bánh dẫn
Ta chọn số răng bánh dẫn z = 20 răng Số bán răng của bánh bị dẫn: 1 z = u.z = 3.20 = 60 răng 2 1
- Đối với bánh bị dẫn: Y = 3,47 + = 3,47 + = 3,69 F2 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng ( độ bền uốn):
Ta tính toán thiết kế theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn.
3 Tính lại tỉ số truyền thực tế:
Sai số tỉ số truyền:
4 Xác định thông số bánh răng
Chọn hệ số chiều rộng vành răng và hệ số để xem xét ảnh hưởng của sự phân bố tải trọng không đồng đều theo chiều rộng vành răng là rất quan trọng Môđun độ bền uốn cần được tính toán chính xác để đảm bảo hiệu suất và độ bền của hệ thống truyền động Việc xác định các hệ số này giúp tối ưu hóa thiết kế và nâng cao khả năng chịu tải của vành răng.
Theo tiêu chuẩn ta chọn m=3mm
- Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng:
Đường kính vòng chia d 1 = = 20.3 = 60 mm d 2 = = 60.3 = 180 mm
- Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng
- Vận tốc vòng bánh răng v = = = 0,90 m/s
Ta có: theo bảng 6.3, bánh răng trụ thẳng và v =0,9 nên ta chọn cấp chính xác 9 với
5 Xác định lực tác dụng lên bộ truyền:
Kiểm nghiệm ứng suất uốn với hệ số , Độ bền uốn được thõa Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:
7 Bảng thông số bánh răng:
Thông số bánh răng bánh răng thẳng Khoảng cách trục (a , w mm) 120
TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC
P I = 1,97 kW n I = 950 vg/ph u br2 = 3,32 Công suất truyền Momen xoắn
Số vòng quay trục dẫn
Số vòng quay trục bị dẫn Thời gian làm việc
Quay 1 chiều, làm việc 1 ca, tải tĩnh
1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng, phương pháp nhiệt luyện, cơ tính vật liệu
Bánh nhỏ (bánh dẫn) : chọn thép C45 tôi cải thiện; độ rắn ; giới hạn bền MPa giới hạn chày
Bánh lớn (bánh bị dẫn): chọn thép C45 tôi cải thiện; độ rắn , theo quan hệ nên độ rắn bánh lớn ; giới hạn bền ; giới hạn chày
2 Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất cho phép
Số chu kỳ làm việc tương đương:
- Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng được xác định :
- Ứng suất tiếp xúc cho phép
Với bánh răng nghiêng, ứng suất tiếp cho phép
- Ứng suất uốn cho phép
3 Xác định thông số bộ truyền
Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên , chọn theo tiêu chuẩn khi đó:
Theo bảng 6.4 và độ cứng HB < 350 nên ta nội suy được : và
- Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng
C(3,32+1) = 79,6 mm Theo tiêu chuẩn ta chọn
Theo tiêu chuẩn ta chọn m=1,5mm
Ta chọn z = 24 răng Số bán răng của bánh bị dẫn: 1 z = u.z = 3,32.24 = 79,68 Lấy z bằng 80 răng 2 1 2
Tính lại tỉ số truyền thực tế:
- Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng:
Đường kính vòng chia d 1 = = = 36,92 mm d 2 = = = 123,08 mm
- Vận tốc vòng bánh răng v = = = 1,84 m/s
Ta có: theo bảng 6.3, bánh răng trụ nghiêng và v =1,84 nên ta chọn cấp chính xác 9
- Hệ số tải trọng động Theo bảng 6.7, HB< 350HB và v =1,22 m/s nên ta chọn:
- Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:
Với bánh răng nghiêng, ứng suất tiếp cho phép
Do đó điều kiện ứng suất tiếp xúc được thỏa
- Đối với bánh bị dẫn: Y = 3,47 + = 3,47 + = 3,63 F2 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng ( độ bền uốn):
Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn
Do đó độ bền trục được thõa
5 Bảng thông số bánh răng:
Thông số bánh răng bánh răng nghiêng Khoảng cách trục (a , w mm) 80
24 80 Góc nghiêng răng β ( o ) 12,84 Đường kính vòng chia d 1
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC – THIẾT KẾ THEN
Chọn vật liệu, xác định đường kính trục sơ bộ
- Chọn vật liệu trục theo bảng 10.1-tài liệu [1]
- Xác định đường kính trục sơ bộ Chọn thép C45 có các ứng suất theo bảng 7.1 tài liệu [1] : = 785 Mpa ;
= 540 Mpa ; = 324 Mpa; = 65 Mpa ; Chọn = 20 Mpa đối với trục vào và trục ra.
Ta có đường kính sơ bộ trục được tính theo công thức : d ≥
Theo tiêu chuẩn ta chọn d = 20 mm, d = 30 mm 1 2 o Từ đường kính trục ở trên theo bảng 10.2 tài liệu [3] ta xác định chiều rộng ổ lăn:
= 30 mm => = 19 mm Tra bảng 10.3 tài liệu [2] ta có các thông số như sau:
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong hộp:
Khoảng cách từ mặt mút của ổ lăn quay đến thành trong của hộp:
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: = 12mm.
Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: = 18 mm.
Chiều dài mayơ khớp nối : => chọn = 25 mm
Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ nhất trên trục I: => Chọn
Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ hai trên trục II:
Chiều dài mayơ bộ truyền bánh răng : => 61 mm
- Khoảng cách từ khớp nối đến gối đỡ:
- Khoảng cách từ gối b tới bánh răng trụ thứ nhất trên trục: 01
- Khoảng cách giữa hai ổ lăn trên trục I:
- Khoảng cách giữa hai ổ lăn trên trục II:
- Khoảng cách từ gối b tới bộ truyền bánh răng: 02
Xác định lực tác dụng lên các trục từ các chi tiết máy lắp trên nó
- Xác định lực tác dụng lên các trục tại các chi tiết máy
Với T là mô men xoắn được tính toán theo công thức : T = K.T Trong đó t t 2
T 2 = 20205,79 Nmm là mô men xoắn danh nghĩa , K=1,5 là hệ số làm việc ứng với bộ phận công tác là xích tải
Tại D có khớp nối đàn hồi ta chọn D sơ bộ Suy ra D = 63mm 0 0
Khi đó lực hướng tâm do nối trực tác dụng lên trục:
F rk ngược chiều với lực vòng F trên bánh răng t2
Lực tác dụng lên bánh răng trong hộp giảm tốc:
Xác định lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng trụ:
Xác định lực tác dụng lên gối đỡ
-Momen do lực dọc trục gây ra:
-Trong mặt phẳng Oyz (thẳng đứng):
+Phương trình cân bằng lực theo trục Oy:
+Momen cân bằng quanh điểm C:
-Trong mặt phẳng Oxz (nằm ngang):
+Phương trình cân bằng lực theo trục Ox:
+Momen cân bằng quanh điểm C:
-Momen do lực dọc trục gây ra:
-Trong mặt phẳng Oyz (thẳng đứng):
+Phương trình cân bằng lực theo trục Oy:
+Momen cân bằng quanh điểm D:
-Trong mặt phẳng Oxz (nằm ngang):
+Phương trình cân bằng lực theo trục Ox:
+Momen cân bằng quanh điểm D:
Tính toán đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm
- Xác định các tiết diện nguy hiểm
Theo biểu đồ moment thì tiết diện nguy hiểm nhất trên trục I là tại C
Theo biểu đồ moment thì tiết diện nguy hiểm nhất trên trục II là tại B
- Tính toán đường kính tại các tiết diện nguy hiểm
- Ứng suất cho phép: [] = 65 MPa
- Mômen tương đương tại tiết diện j:
Với và là mômen uốn trong hai mặt phẳng vuông góc tới nhau tại tiết diện j.
- Đường kính trục xác định theo công thức:
- Theo biểu đồ mômen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại C:
- = = 0 Chọn = = 20 mm cho trùng với đường kính ổ lăn tại tiết diện C.
- Theo biểu đồ mômen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại B:
- = =0= Chọn = = 30 mm cho trùng với đường kính ổ lăn tại tiết diện C.
Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn
Kiểm nghiệm ứng suất uốn với hệ số , Độ bền uốn được thõa Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:
7 Bảng thông số bánh răng:
Thông số bánh răng bánh răng thẳng Khoảng cách trục (a , w mm) 120
III Tính toán, thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc
P I = 1,97 kW n I = 950 vg/ph u br2 = 3,32 Công suất truyền Momen xoắn
Số vòng quay trục dẫn
Số vòng quay trục bị dẫn Thời gian làm việc
Quay 1 chiều, làm việc 1 ca, tải tĩnh
1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng, phương pháp nhiệt luyện, cơ tính vật liệu
Bánh nhỏ (bánh dẫn) : chọn thép C45 tôi cải thiện; độ rắn ; giới hạn bền MPa giới hạn chày
Bánh lớn (bánh bị dẫn): chọn thép C45 tôi cải thiện; độ rắn , theo quan hệ nên độ rắn bánh lớn ; giới hạn bền ; giới hạn chày
2 Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất cho phép
Số chu kỳ làm việc tương đương:
- Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng được xác định :
- Ứng suất tiếp xúc cho phép
Với bánh răng nghiêng, ứng suất tiếp cho phép
- Ứng suất uốn cho phép
3 Xác định thông số bộ truyền
Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên , chọn theo tiêu chuẩn khi đó:
Theo bảng 6.4 và độ cứng HB < 350 nên ta nội suy được : và
- Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng
C(3,32+1) = 79,6 mm Theo tiêu chuẩn ta chọn
Theo tiêu chuẩn ta chọn m=1,5mm
Ta chọn z = 24 răng Số bán răng của bánh bị dẫn: 1 z = u.z = 3,32.24 = 79,68 Lấy z bằng 80 răng 2 1 2
Tính lại tỉ số truyền thực tế:
- Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng:
Đường kính vòng chia d 1 = = = 36,92 mm d 2 = = = 123,08 mm
- Vận tốc vòng bánh răng v = = = 1,84 m/s
Ta có: theo bảng 6.3, bánh răng trụ nghiêng và v =1,84 nên ta chọn cấp chính xác 9
- Hệ số tải trọng động Theo bảng 6.7, HB< 350HB và v =1,22 m/s nên ta chọn:
- Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:
Với bánh răng nghiêng, ứng suất tiếp cho phép
Do đó điều kiện ứng suất tiếp xúc được thỏa
- Đối với bánh bị dẫn: Y = 3,47 + = 3,47 + = 3,63 F2 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng ( độ bền uốn):
Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn
Do đó độ bền trục được thõa
5 Bảng thông số bánh răng:
Thông số bánh răng bánh răng nghiêng Khoảng cách trục (a , w mm) 80
24 80 Góc nghiêng răng β ( o ) 12,84 Đường kính vòng chia d 1
IV Tính toán thiết kế trục – Thiết kế then
1 Chọn vật liệu, xác định đường kính trục sơ bộ:
- Chọn vật liệu trục theo bảng 10.1-tài liệu [1]
- Xác định đường kính trục sơ bộ Chọn thép C45 có các ứng suất theo bảng 7.1 tài liệu [1] : = 785 Mpa ;
= 540 Mpa ; = 324 Mpa; = 65 Mpa ; Chọn = 20 Mpa đối với trục vào và trục ra.
Ta có đường kính sơ bộ trục được tính theo công thức : d ≥
Theo tiêu chuẩn ta chọn d = 20 mm, d = 30 mm 1 2 o Từ đường kính trục ở trên theo bảng 10.2 tài liệu [3] ta xác định chiều rộng ổ lăn:
= 30 mm => = 19 mm Tra bảng 10.3 tài liệu [2] ta có các thông số như sau:
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong hộp:
Khoảng cách từ mặt mút của ổ lăn quay đến thành trong của hộp:
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: = 12mm.
Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: = 18 mm.
Chiều dài mayơ khớp nối : => chọn = 25 mm
Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ nhất trên trục I: => Chọn
Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ hai trên trục II:
Chiều dài mayơ bộ truyền bánh răng : => 61 mm
- Khoảng cách từ khớp nối đến gối đỡ:
- Khoảng cách từ gối b tới bánh răng trụ thứ nhất trên trục: 01
- Khoảng cách giữa hai ổ lăn trên trục I:
- Khoảng cách giữa hai ổ lăn trên trục II:
- Khoảng cách từ gối b tới bộ truyền bánh răng: 02
2 Xác định lực tác dụng lên các trục từ các chi tiết máy lắp trên nó: - Thiết lập sơ đồ phân tích lực
- Xác định lực tác dụng lên các trục tại các chi tiết máy
Với T là mô men xoắn được tính toán theo công thức : T = K.T Trong đó t t 2
T 2 = 20205,79 Nmm là mô men xoắn danh nghĩa , K=1,5 là hệ số làm việc ứng với bộ phận công tác là xích tải
Tại D có khớp nối đàn hồi ta chọn D sơ bộ Suy ra D = 63mm 0 0
Khi đó lực hướng tâm do nối trực tác dụng lên trục:
F rk ngược chiều với lực vòng F trên bánh răng t2
Lực tác dụng lên bánh răng trong hộp giảm tốc:
Xác định lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng trụ:
3 Xác định lực tác dụng lên gối đỡ
-Momen do lực dọc trục gây ra:
-Trong mặt phẳng Oyz (thẳng đứng):
+Phương trình cân bằng lực theo trục Oy:
+Momen cân bằng quanh điểm C:
-Trong mặt phẳng Oxz (nằm ngang):
+Phương trình cân bằng lực theo trục Ox:
+Momen cân bằng quanh điểm C:
-Momen do lực dọc trục gây ra:
-Trong mặt phẳng Oyz (thẳng đứng):
+Phương trình cân bằng lực theo trục Oy:
+Momen cân bằng quanh điểm D:
-Trong mặt phẳng Oxz (nằm ngang):
+Phương trình cân bằng lực theo trục Ox:
+Momen cân bằng quanh điểm D:
4 Tính toán đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm: 1
- Xác định các tiết diện nguy hiểm
Theo biểu đồ moment thì tiết diện nguy hiểm nhất trên trục I là tại C
Theo biểu đồ moment thì tiết diện nguy hiểm nhất trên trục II là tại B
- Tính toán đường kính tại các tiết diện nguy hiểm
- Ứng suất cho phép: [] = 65 MPa
- Mômen tương đương tại tiết diện j:
Với và là mômen uốn trong hai mặt phẳng vuông góc tới nhau tại tiết diện j.
- Đường kính trục xác định theo công thức:
- Theo biểu đồ mômen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại C:
- = = 0 Chọn = = 20 mm cho trùng với đường kính ổ lăn tại tiết diện C.
- Theo biểu đồ mômen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại B:
- = =0= Chọn = = 30 mm cho trùng với đường kính ổ lăn tại tiết diện C.
Thông số của then được tra theo Bảng 9.1a tài liệu [1] Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt có dạng:
- ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, Mpa;
- T mômen xoắn trên trục, Nmm;
- d đường kính trục tại tiết diện sử dụng then, mm;
- chiều sâu rãnh then, mm.
- Nhận xét: Tất cả giá trị ứng suất trên then đều đạt yêu cầu.
6 Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn
- Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toànKiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:
Trục vừa thiết kế được kiểm nghiệm độ bền mỏi theo các công thức sau đây:
[S] o Trong đó:[S] hệ số an toàn cho phép, lấy giá trị là 3, như vậy ta không cần kiểm nghiệm trục theo độ cứng.
- hệ số an toàn chỉ xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn, xác định theo công thức sau:
= = Với giới hạn mỏi uốn của thép Cacbon (vật liệu chế tạo trục) là:
= 0,43 = 258 MPa Giới hạn xoắn uốn là:
= 0,23 = 138 MPa o Trong đó: - giới hạn bền vật liệu.
- biên độ và giá trị trung bình của ứng suất.
Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng:
= = , = 0 o Trong đó: - là mômen uốn tổng =
- là mômen cản uốn được tính cho trục có 1 then:
- Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động khi trục quay một chiều:
= = = o Trong đó: - là mômen xoắn tại tiết diện j.
- là mômen cản xoắn được tính cho trục có 1 then:
Chiều sâu rãnh then và chiều rộng then được xác định với b = 0,05 Hệ số 0 phản ánh ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, theo bảng 10.7 trong tài liệu [1], áp dụng cho thép carbon mềm.
- hệ số kích thước tra theo Bảng 10.3 tài liệu [1].
= 1,7 - hệ số tăng bền bề mặt tra theo Bảng 10.4 tài liệu [1] đối với phương pháp tăng bền Phun bi.
- hệ số xét đến ảnh hưởng của sự tập trung tải trọng đến độ bền mỏi, tra bảng Bảng 10.12 tài liệu [1], đối trục có rãnh then, then.
2 x 6,48 x o Nhận xét: Tất cả các hệ số an toàn trong bảng đều lớn hơn [s] = 3 Vậy các trục thỏa mãn điều kiện bền mỏi
Để đảm bảo an toàn cho trục, việc kiểm nghiệm độ bên tĩnh là rất quan trọng nhằm ngăn ngừa tình trạng biến dạng dẻo quá mức hoặc gãy do quá tải đột ngột Việc kiểm nghiệm này cần được thực hiện theo các điều kiện cụ thể để xác định khả năng chịu lực của trục.
Ứng suất uốn và xoắn được xác định theo các công thức cụ thể, với giá trị ứng suất uốn là 0,8 và ứng suất xoắn là 0,8.340, tương đương với 272 MPa Các mômen này được tính toán tại các tiết diện nguy hiểm khi xảy ra quá tải.
= = = 10,285 MPa = = ,51 MPa = = = 25,21 [] = 272 MPa Như vậy các trục thỏa mãn độ bền tĩnh.
TÍNH CHỌN Ổ LĂN TRONG VÀ NGOÀI HỘP GIẢM TỐC VÀ NỐI TRỤC VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY PHỤ
Thiết lập sơ đồ bố trí ổ lăn
Xác định phản lực F tác dụng lên ổ r
Chọn sơ bộ ổ lăn, chọn hệ số e
46306 30 72 19 19 2 25,6 18,17 12 o Thành phần lực dọc trục sinh ra do lực hướng tâm gây nên
Ta có tỷ số: = = 0,037 Với theo bảng 11.4, tài liệu [1], ta chọn e = 0,34 = e = 683,1403 N
Tổng lực dọc trục tại B:
Tổng lực dọc trục tại D:
Xét tỉ số: = = 0,34 e Theo Bảng 11.3 tài liệu [*] tra được: X = 1;Y = 0,
= =0,89 > e = 0,34 Theo Bảng 11.3 tài liệu [*] tra được: X = 0,45 ; Y = 1,62 Với
V = 1 - hệ số tính đến vòng nào quay, do vòng trong quay.
- hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ, chọn theo Bảng 11.3 tài liệu [1].
1 - hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ, tC 100
5 Tính các thông số ổ lăn
Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ Q:
Tải trọng động quy ước trên ổ:
Vì nên ta tính toán ổ theo thông số tại D.
Tính khả năng tải động tính toán C và kiểm tra điều kiện C < C: tt tt
C tt = = = 19961,55 < C = 25600 N Trong đó:m =3 - chỉ số mũ đối với ổ bi
Chọn ổ bi như ổ đã chọn sơ bộ.
Xác định lại tuổi thọ và kiểm tra khả năng tải tĩnh:
Tuổi thọ ổ xác định theo công thức:
L = = i5,66 (triệu vòng quay) Tuổi thọ tính bằng giờ:
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh: Đối với ổ bi Đỡ - Chặn, tra từ Bảng 11.6 tài liệu [1] ta có:
= 0,5 ; = 0,47 Tải trọng tĩnh quy ước xác định theo công thức:
Vậy ổ thỏa khả năng tải tĩnh.
Số vòng quay tới hạn của ổ:
Theo bảng 11.7, tài liệu [1], với ổ bi Đỡ - Chặn bôi trơn bằng mỡ:[n]
- Đường kính tâm con lăn = = = 51 mm.
- Suy ra: [n] = = 2549,02 (vg/ph) > = 381,72 (vg/ph) Trục II:
= = 0,25 < 0,3 Ta chọn ổ bi Đỡ, chọn sơ bộ ổ cỡ nhẹ, theo phụ lục P2.11 tài liệu [1].
Sơ đồ phân bố lực:
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ C:
Ta có tỷ số: = = 0,0373 Với theo bảng 11.4, tài liệu [1], ta chọn e = 0,22
- Đối với ổ đỡ, lực dọc trục là tổng lực dọc trục ngoài do chi tiết quay bánh răng trụ răng nghiêng truyền đến ổ nên ta có:
Tổng lực dọc trục tại A:
Tổng lực dọc trục tại C:
Theo Bảng 11.3 tài liệu [*] tra được: X = 0,56; Y = 1,99
= = 0,707 > e = 0,22 Theo Bảng 11.3 tài liệu [1] tra được: X = 0,56 ; Y = 1,99 Với
V = 1 - hệ số tính đến vòng nào quay, do vòng trong quay.
- hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ, áp dụng cho hệ thống tải trọng tĩnh, không va đập theo Bảng 11.3 tài liệu [1].
1 - hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ, tC 100
Tải trọng động quy ước trên ổ:
Vì nên ta tính toán ổ theo thông số tại A.
Khả năng tải động tính toán:
= = = 11474,75 < C = 25700 N Trong đó:m =3 - chỉ số mũ đối với ổ bi
Chọn ổ bi như ổ bi sơ bộ.
Tuổi thọ ổ xác định theo công thức:
L = = = 741,06 (triệu vòng quay) Tuổi thọ tính bằng giờ:
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh: Đối với ổ bi Đỡ, tra từ Bảng 11.6 tài liệu [1] ta có:
= 0,6 ; = 0,5 Tải trọng tĩnh quy ước xác định theo công thức:
Vậy ổ thỏa khả năng tải tĩnh.
Số vòng quay tới hạn của ổ:
Theo bảng 11.7, tài liệu [*], với ổ bi Đỡ - Chặn bôi trơn bằng mỡ:[n] = 1,3.
- Đường kính tâm con lăn = = = 65 m.
- Suy ra: [n] = = 2000 (vg/ph) > = 76,344 (vg/ph)
Tính chọn khớp nối trục
Nối trục đàn hồi được ưa chuộng nhờ vào cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo và thay thế, cùng với khả năng làm việc tin cậy Chính vì những ưu điểm này, nó được sử dụng rộng rãi trong nhiều ứng dụng Cấu tạo của nối trục đàn hồi được minh họa trong Hình 16-6 [2] (trang 67).
-Momen xoắn tại trục II: T = 609226,69 Nmm = 609,23 Nm II
-Đường kính trục đầu vào: d = 55 mm -Theo Bảng 16.10a và 16.10b [2] (trang 68), ta có bảng thông số nối trục như sau:
-Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi:
MPa : ứng suất dập cho phép của vòng cao su, có thể lấy MPa k = 1,5 : hệ số chế độ làm việc, tra Bảng 16-1 [2] (trang 58)
Vậy nối trục thỏa sức bền dập -Kiểm nghiệm sức bền của chốt:
MPa : ứng suất dập cho phép của chốt, có thể lấy MPa
-Kiểm tra chốt theo độ bền uốn (do lực tập trung giữa chốt vị trí đặt lực tại l /2): c
Thiết kế vỏ hộp giảm tốc
- Chọn loại vỏ hộp giảm tốc, vật liệu
Vỏ hộp giảm tốc đóng vai trò quan trọng trong việc duy trì vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận của máy Nó chịu trách nhiệm tiếp nhận tải trọng từ các chi tiết lắp đặt trên vỏ, đồng thời chứa dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết khỏi bụi bẩn.
- Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là khối lượng nhỏ và độ cứng cao.
- Vật liệu chế tạo vỏ hộp là gang xám, GX15-32
Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp theo đường tâm các trục giúp lắp đặt các chi tiết một cách thuận tiện và dễ dàng hơn Bề mặt ghép cần phải song song với mặt đế để đảm bảo tính chính xác và hiệu quả trong quá trình lắp ghép.
Mặt đáy hộp được thiết kế nghiêng một góc từ 2 độ về phía lỗ tháo dầu, giúp việc tháo dầu bôi trơn trở nên dễ dàng hơn Thiết kế này cho phép dầu bôi trơn được thay thế một cách sạch sẽ, từ đó nâng cao chất lượng hoạt động của hộp giảm tốc.
- Bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân được cạo sạch hoặc mài để lắp sít, khi lắp có một lớp sơn mỏng hoặc sơ đặc biệt.
- Xác định các thông số chính của vỏ hộp giảm tốc theo kết cấu:
Chiều dày: Thân hộp δ Nắp hộp δ1 0.03a + 3 = 7,8 chọn = 9 mm
= 0,9 = 8,1 mm Gân tăng cứng: Chiều dày e
Chiều cao h Độ dốc e = (0,81) = (7,2),chọn e = 8 mm h 5 = 5.9 = 45mm, chọn h = 45 Đường kính: mm Bulông nền d1
Bulông ghép bích nắp và thân d3
Vít ghép nắp cửa thăm d5
= (0,6) = (8.4 9.6) chọn = 9 mm , lấy theo bảng 18-2 tài liệu 2
= (0,5) = (7 8.4) chọn = 8 mm Mặt bích ghép nắp và thân:
Chiều dày bích thân nộp S3
Chiều dày bích nắp hộp S4
Bề rộng bích nắp và thân K3
Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ K2 Tâm bulông cạnh ổ E2
Chiều dày khi không có phần lồi S1
Bề rộng mặt đế hộp K1 và q + + (3) được tính là 22 + 18 + (3) = 43 mm Do đó, chọn bề rộng là 43 mm với hệ số 1,6 Tiếp theo, chọn bề rộng 22 mm với hệ số 1,3 Kích thước mặt tựa và khe hở giữa các chi tiết sẽ được xác định dựa trên kết cấu và vị trí tâm lỗ bulong.
Giữa bánh răng với thành trong hộp Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp Giữa mặt bên các bánh răng với nhau
(3 ) =(27 ) chọn = 30 mm = 9 mm, lấy = 10 mm
Sơ bộ chọn L = 550 mm và B = 300 mm ( L,B chiều dài và rộng của hộp.)
Các chi tiết phụ
Chốt định vị là bộ phận quan trọng giúp đảm bảo sự chính xác trong việc lắp ghép giữa nắp và than Mặt ghép giữa nắp và than cần nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục, với lỗ trụ (đường kính D) được gia công đồng thời trên cả nắp và than hộp Việc sử dụng 2 chốt định vị giúp giữ vị trí tương đối của nắp và than ổn định trước và sau khi gia công, tránh biến dạng vòng ngoài của ổ khi xiết bulông Điều này góp phần loại trừ nguyên nhân gây hỏng hóc cho ổ, nâng cao độ bền và hiệu suất hoạt động của thiết bị.
Ta dùng chốt định vị hình côn có các thông số chọn từ bản 18-4b tài liệu [1]:
- Che chắn ổ lăn khỏi bụi từ bên ngoài
- Làm bằng vật liệu GX15-32
- Kết cấu các nắp ổ trong hộp giảm tốc, bảng 18.2 (tài liệu [1]):
Nắp cửa thăm là một phần quan trọng giúp kiểm tra và quan sát các chi tiết máy bên trong hộp lắp ghép, đồng thời thuận tiện cho việc đổ dầu vào Cửa thăm được thiết kế trên đỉnh hộp và được đậy kín bằng nắp, với kích thước được lựa chọn phù hợp với kích thước của nắp hộp.
Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên, do đó cần phải giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp Để thực hiện điều này, người ta sử dụng nút thông hơi, được lắp đặt trên nắp cửa thăm.
Kích thước nút thông hơi tra bảng 18-6 [1]:
Sau một thời gian hoạt động, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn hoặc biến chất do bụi và hạt mài, vì vậy cần thay dầu mới Để tháo dầu cũ, hộp được trang bị lỗ tháo dầu ở đáy, và trong quá trình làm việc, lỗ này được bịt kín bằng nút tháo dầu.
- Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu tra trong bảng 18-7 tài liệu [1] (nút tháo dầu trụ) như sau: d b m f L c q D S
- Que thăm dầu: Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu.
Vòng phớt là thiết bị lót kín động gián tiếp, có chức năng bảo vệ ổ khỏi bụi bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác, giúp ngăn ngừa mài mòn và hoen gỉ Ngoài ra, vòng phớt còn ngăn chặn dầu chảy ra ngoài, từ đó góp phần quan trọng vào việc kéo dài tuổi thọ của ổ lăn.
Vòng phớt được sử dụng phổ biến nhờ vào kết cấu đơn giản và khả năng thay thế dễ dàng Tuy nhiên, chúng có nhược điểm là dễ bị mòn và tạo ra ma sát lớn khi bề mặt tiếp xúc có độ nhám cao.
- Vòng chắn dầu: Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp.
Dung sai lắp ghép
Vòng trong ổ lăn chịu tải hoàn toàn và được lắp ghép theo hệ thống trục lắp trung gian nhằm đảm bảo vòng ổ không trượt trên bề mặt trục trong quá trình hoạt động Để đạt được điều này, cần chọn mối lắp k6 và lắp trung gian có độ dôi, giúp tạo điều kiện cho ổ mòn đều trong suốt quá trình làm việc.
Vòng ngoài của ổ lăn không quay và chịu tải cục bộ, vì vậy cần lắp đặt theo hệ thống lỗ để ổ có khả năng di chuyển dọc trục khi nhiệt độ tăng trong quá trình làm việc Kiểu lắp trung gian H7 được chọn để đảm bảo hiệu suất hoạt động tối ưu.
Lắp ghép bánh răng trên trục Bánh răng lắp trên trục chịu tải vừa, tải trọng tĩnh, làm việc êm, ta chọn kiểu lắp ghép H7/k6
Lắp ghép nắp ổ và thân hộp: Để dễ dàng cho việc tháo lắp và điều chỉnh, ta chọn kiểu lắp lỏng H7/e8.
Để lắp ghép vòng chắn dầu trên trục một cách dễ dàng, chúng ta nên chọn kiểu lắp trung gian H7/Js6 Đồng thời, để đảm bảo độ đồng tâm và tránh tình trạng bị sút, kiểu lắp chặt P7/h6 là lựa chọn tối ưu.
Theo chiều rộng, chọn kiểu lắp trên trục là P9/h9 và kiểu lắp trên bạc là Js9/h9.
Theo chiều cao, sai lệch giới hạn kích thước then là h11.
Theo chiều dài, sai lệch giới hạn kích thước then là h14.
- Bảng dung sai lắp ghép
Mối lắp ES() EI () es () ei () Độ dôi lớn nhất Độ hở lớn nhất
Trục II 45 H7/k6 +25 0 +18 +2 18 23 bxh Then (trục)
Then (bánh răng + nối trục) Nối trục 12x8 Js9/h9 +18 -18 0 -36 18 18
Vòng chắn dầu trục và chốt định vị Chốt định vị- vỏ hộp d = 6 P7/h6 -8 -20 0 -8 20 0
Vòng chắn dầu – trục II
Nắp 85 H7/h6 +30 0 0 -22 0 52 bích ổ lăn trụcII